C）.计算大带轮的基准直径，根据式（8-15a），求大带轮的直径Dd2
Dd2=i01*Dd1=2.8*100=280mm
根据表8-8普通V带轮的基准直径系列，得Dd2=280mm
D）.确定V带的中心距a0和基准Ld
根据式8-20[0.7（Dd1+Dd2）<=a0<=2（Dd1+Dd2）]
初定中心距a0=500mm
根据式8-22[Ld0≈2a0+π/2*（Dd1+Dd2）+（Dd2-Dd1）2/4a0=1610mm
由表8-2V带的基准长度系列和长度系数Kl
选取V带的基准长度Ld=1600mm
按式8-23[a≈a0+（Ld-Ld0）/2]
a≈495mm
amin=a-0.015Ld=471mm
amax=a+0.3Ld=543mm
V带的实际中心距为471~543
E）.验算小带轮上的包角α1
α1=180°-（Dd2-Dd1）*57.3°/a=159>90°
F）.计算带的根数Z
1.计算单根V带的额定功率Pr
根据Dd1=100mmnm=715r/min
查表8-4a单根普通V带的基本额定功率得P0=0.753kw
根据nm=715r/mini01=2.8A型带
查表8-4b单根普通V带额定功率的增量△P0得△P0=0.09kw
查表8-5包角修正系数得Ka=0.966
查表8-2V带的基准长度系列及长度系数Kl得Kl=0.99
于是,
Pr=（P0+△P0）*Ka*Kl=（0.753+0.09）*0.966*0.99=0.866kw
2.计算V带的根数Z
Z=Pca/Pr=7.8
因此选用8根V带
G）.计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min
由表8-3V带单位长度的质量，得A型带的q=0.10kg/m
故，（F0）min=500*（2.5-Ka）Pca/（Ka*Z*V）+QV2
得（F0）min=168N
应使V带的初拉力大于其最小值，即F0>（F0）min
H）.计算压轴力Fp
压轴力的最小值为（Fp）min
（Fp）min=2*Z*（F0）min*Sin（α1/2）
=2643N
3.齿轮的传动设计
输入功率P1=4.65kw,小齿轮的转速n1=255.4r/min，齿数比u=i12=2.21,工作寿命10年（设每年工作300天），三班制。
（1）选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数。
a）.按图1:
传动方案所示，选用直齿圆柱轮传动；
b）.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）
c）.材料的选择
由表10-1常用齿轮材料及其力学特性，选用小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；
e）.选小齿轮的齿数Z1=24，大齿轮的齿数Z2=u*Z1=2.21*24=53.04
故取Z2=53
（2）按齿面接触强度设计
由设计计计算公式（10-9a）进行试算
d1>=2.32*3√{（KT1/ψd）*（u+1）/u*（ZE/[σH]）2
1.确定公式（10-9a）中各计算数值
a）.试选载荷系数Kt=1.3
b）.小齿轮传递的转矩T1=173874N*mm
c）.由表10-7圆柱齿轮的齿宽系数ψd，选取ψd=1
d）.由表10-6弹性影响系数ZE，选取ZE=189.9Mpa1/2
e）.由图10-21齿轮的接触疲劳强度极限σHlim,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa
f）.由式N=60n1*j*Lh计算应力循环次数
N1=60*n1*j*Lh=60*255.4*1*（3*8*300*10）=1.103*109
N2=N1/i12=0.499*109
g）.由图10-19接触疲劳寿命系数KHN（当N>Nc时，可根据经验在网纹区内取KHN值）取KHN1=0.96KHN2=0.97
h）.计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1﹪，安全系数S=1，由式（10-22）得
[σH]1=KHN1*σHlim1/S=0.96*600=576Mpa
[σH]2=KHN2*σHlim2/S=0.97*550=533.5Mpa
2.计算
a）.试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小值
d1t>=2.32*3√{（KT1/ψd）*（u+1）/u*（ZE/[σH]）2}
=2.32*3√{1.3*173874/1*3.21/2.21*（189.8/533.5）2}
=80.357mm
b）.计算圆周速度V
V=πD1tn1/（60*1000）=1.07m/s
c）.计算齿宽b
b=ψd*d1t=80.357mm
d）.计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/Z1=80.357/24=3.348
齿高h=2.25*mt=2.25*3.348=7.533mm
b/h=80.357/7.533=10.67
e）.计算载荷系数
根据V=1.07m/s,7级精度，由图10-8动载系数Kv值，取Kv=1.01
直齿轮KHa=kFa=1
由表10-2使用系数KA，取KA=1
由表10-4接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KHβ，用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，取KHβ=1.318
由b/h=10.67,KHβ=1.318,查图10-13弯曲强度计算的齿向载荷的分布系数KFβ，取KFβ=1.28
故载荷系数K=KA*Kv*KHa*KHβ=1.331
f）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t*3√（K/Kt）=80.357*3√（1.331/1.3）=80mm
g）.计算模数m
m=d1/Z1=80/24=3.33
（3）按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度设计公式如下
m>=3√{2K*T1/（ψd*Z12）*（YFa*YSa/[σF]）}
（A）.确定公式内的各计算数值
a）.由图10-20C调质处理钢的σFE，查得：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa.
b）.由图10-18弯曲疲劳寿命系数KFN（当N>NC时，根据经验在网纹区内取KFN值）取KFN1=0.90KFN2=0.92
c）.计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得
[σF]1=KFN1*σFE1/S=0.90*500/1.4=321.43MPa
[σF]2=KFN2*σFE2/S=0.92*380/1.4=249.71MPa
d）.计算载荷系数K
K=KA*Kv*kFa*KFβ=1*1.03*1*1.29=1.293
e）.查取齿形系数
由表10-5齿形系数YFa及应力校正系数YSa得
YFa1=2.65YFa2=2.308
YSa1=1.58YSa2=1.709
f）.计算大，小齿轮的YFa*YSa/[σF]并加以比较
YFa1*YSa1/[σF]1=2.65*1.58/321.43=0.01302
YFa2*YSa2/[σF]2=2.308*1.709/249.71=0.01579
大齿轮的数值大
（B）.设计计算
m>=3√{2K*T1/（ψd*Z12）*（YFa2*YSa2/[σF]2）}
=3√2*1.293*173874/（1*242）*0.01579
=2.31mm
对比计算结果，由齿面疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.31，并就近圆整为标准值m=2.5mm，接触强度算得的分度圆直径d1=80mm
小齿轮齿数Z1=d1/m=80/2.5=32
大齿轮齿数Z2=u*Z1=2.21*32=70.7≈71
这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
（4）几何尺寸的计算
a）.计算分度圆直径
d1=Z1*m=32*2.5=80mm
d2=Z2*m=71*2.5=178mm
b）.计算中心距
a=（d1+d2）/2=129mm
c）.计算齿轮宽度
b=ψd*d1=1*80=80mm
圆整后取B2=80mm,B1=85mm
ha=ha*mhf=（ha*+c*）mda1=d1+2hada2=d2+2ha
df1=d1-2hfdf2=d2-2hf
其中ha*=1，c*=0.25
得ha=2.34mm,hf=2.925mm,
da1=94.68mm,da2=214.68mm,
df1=87.075mm,df2=207.075mm
将大、小齿轮的运动和动力参数计算结果整理于下表中
名称
单位
小齿轮
大齿轮
模数m
mm
2.5
2.5
压力角α
°
20
20
分度圆直径d
mm
80
178
齿顶高ha
mm
2.5
2.5
齿根高hf
mm
3.1
3.1
齿宽b
mm
85
80
齿顶圆直径da
mm
85
80
齿根圆直径df
mm
85
183
中心距a
mm
129
齿数比
/
2.21
图4：
大、小齿轮的运动和动力参数
4.Ⅰ轴的设计与校核
1，Ⅰ轴上的功率P1=4.65kw，转速n1=255.4r/min，
转矩T1=173660N*mm
2,求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为d1=90mm，
得，圆周力Ft=2T1/d1=2*173660/80=4341.5N
径向力Fr=Ft*tan20°=4341.5*0.364=1580N
法向载荷Fn=Ft/cos20°=4341.5/0.939=4620N
3,初步确定轴的最小直径
选轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3轴常用几种材料的[ζT]及A0值，取A0=105，按式（15-2）估算轴的最小直径
dmin=A0*3√（P1/n1）=29.50mm
该轴的最小直径是安装带轮处轴的直径D1-2，由带轮基准直径Dd2=280mm<300mm,知带轮采用腹板式
取D1-2=30mm,L=50mm
4,轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，如图5所示：
图5：
轴上零件装备方案
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度。
1.为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩；故取2-3的直径d2-3=37mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm，带轮和轴配合的长度（毂孔）L=50mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上。
故1-2段的长度应该比L略短一些，现取L1-2=48mm.
2.初步选择滚动轴承
因轴承只受径向力，故选用单列深沟球轴承，参照工作要求并根据d2-3=37mmmm,由轴承产品目录中初步选取6308型深沟球轴承，其尺寸为d*D*B=40mm*90mm*23mm,故d3-4=d2-3=40mm,而d7-8=23mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由表13-3参考文献[4]查得6038型轴承的定位轴高度为h=5mm。
因此，取d6-7=50mm
3.取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=45mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，齿轮轮毂的宽度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取L4-5=81mm，齿轮的右端采用轴肩位，轴刻肩高度h>0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径d5-6=55mm,轴环宽度b>=1.4h,取L5-6=10mm.
4.轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与带轮右端面的距离L=15mm，故取L2-3=35mm
5.取齿轮距箱体内壁的距离a=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,s=8mm，已知滚动轴承宽度B=23mm，则
L3-4=B+s+a+（85-81）=47mm
L6-7=a+s-L5-6=10mm
至此，已初步确定了各轴的各段直径和长度。
（3）,轴上零件的周向定位
带轮、齿轮与轴的周向定位，均用平键连接
按D4-5由表6-1查得平键截面b*h=14mm*9mm,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合好的对中性选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;
同样，带轮与轴的连接选用平键为8mm*7mm*40mm滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。
此外选轴的直径尺寸公差为j6
（4）,确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2零件倒角C与圆角半径R的推荐值，取轴左端倒角
为1*45°，右端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见图5
5，求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图5）做出轴的计算简图。
先确定轴承的支点位置，再做出轴的弯矩图和扭矩图。
图6：
轴的弯矩图和扭矩图
其中，L1=71.57mm,L2=74mm,L3=74mm,Fpmin=2643N
水平面支反力：
FNH1=[Ft*L3+Fpmin（L1+L2+L3）]/（L2+L3）=6090.6N
FNH2=Ft+Fpmin-FNH1=4341.5+2643-6096.6=893.9N
水平弯矩
MH1=Fpmin*L1=2643*71.5=188974.5N*mm
MH2=FNH2*L3=893.9*74=66148.6N*mm
MB=MH1=188974.5N*mm
垂直面支反力：
FNV1=Fr*L3/（L2+L3）=1580/2=790N
FNV2=Fr-FNV1=1580-790=790N
垂直弯矩MV=FNV1*L3=790*74=58460N*mm
总弯矩MC=（MH22+MV2）1/2=88279N*mm
扭矩T1=173660N*mm
6，按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩的扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据式（15-5）及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6.
轴的计算应力:
σca=[MB2+（α*T1）2]1/2/W
抗弯截面系数:
W=0.1*d3=0.1*403=6400mm3
得σca=33.7MPa
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1轴的常用材料及其主要力学性能，查得[σ-1]=60MPa，σca<[σ-1],故安全。
7，精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
M2=Fpmin*25=66075N*mm
M3=Fpmin*60=158580N*mm
M4=-FNH1*35.5+FPMIN*107=66585N*mm
截面A只受扭矩作用，虽然键糟、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A无需校核。
截面2的直径d2=30mm,截面3的直径d3=37mm,截面4的直径d4=40mm.
三者直径相差不大，所受扭矩也相同，截面3所受弯矩最大，从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面3处过盈配合引起的应力集中也较严重。
截面5，6，7显然不必校核。
故只需校核截面3左右两侧即可。
（2）截面3左侧
抗弯截面系数：
W=0.1*d3=0.1*373=5065.3mm3
抗扭截面系数：
WT=0.2*d3=0.2*373=10130.6mm3
弯矩：
M=158580N*mm
截面3上的扭矩T：
T=173660N*mm
截面上的弯曲应力σb=M/W=158580/5065.3=31.3MPa
截面上的扭转切应力τT=T/WT=173660/10130.6=17.14MPa
轴的材料为45钢，调质处理。
由表15-1轴的常用材料及其主要力学性能，查得σB=640MPa，σ-1=275MPa，τ-1=155MPa
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及αT
按附表3-2查取
因r/d=1.6/37=0.043,D/d=40/37=1.081
经插值后可查得，ασ=1.94，αT=1.29
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
kσ=1+qσ（ασ-1）=1+0.82*（1.94-1）=1.77
kT=1+qT（αT-1）=1+0.85*（1.29-1）=1.25
由附图3-2的尺寸系数ξσ=0.78，由附图3-2的扭转尺寸系数ξT=0.86
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为βσ=βT=0.92
轴未经表面强化处理，即βq=1,则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为
Kσ=kσ/ξσ+1/βσ-1=1.77/0.78+1/0.92-1=2.35
KT=kT/ξT+1/βT-1=1.25/0.86+1/0.92-1=
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